двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием

Формула изобретения

1. Двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, содержащий механизм регулирования степени расширения, выполненный с возможностью изменения степени механического расширения, и механизм регулирования фаз газораспределения на выпуске, выполненный с возможностью изменения момента открытия выпускного клапана, при этом двигатель выполнен с возможностью установки степени механического расширения и момента открытия выпускного клапана в соответствии с нагрузкой на двигатель так, что при снижении нагрузки на двигатель степень механического расширения увеличивается, а момент открывания выпускного клапана смещается в сторону задержки в область мертвой нижней точки на такте выпуска.

2. Двигатель по п.1, в котором максимальная величина степени механического расширения составляет 20 или более.

3. Двигатель по п.1, в котором, когда фактическая нагрузка меньше эталонной нагрузки, степень механического расширения поддерживается, по существу, постоянной.

4. Двигатель по п.3, в котором эталонной нагрузкой является нагрузка, когда степень механического расширения максимальна.

5. Двигатель по п.1, дополнительно содержащий механизм регулирования фаз газораспределения на впуске, выполненный с возможностью регулирования момента закрытия впускного клапана и смещения момента закрытия впускного клапана тем дальше в направлении от нижней мертвой точки на такте впуска, чем ниже нагрузка на двигатель.

6. Двигатель по п.1, в котором момент зажигания смещается в сторону задержки при возникновении детонации.

Описание изобретения к патенту

Настоящее изобретение относится к двигателю внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

Известен двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, снабженный механизмом регулирования степени сжатия, выполненным с возможностью изменения степени механического сжатия, и механизмом регулирования фаз газораспределения, выполненным с возможностью управления моментом закрытия впускного клапана, через который осуществляется наддув с помощью нагнетателя, при работе двигателя со средней и высокой нагрузкой, и увеличивающий степень механического сжатия и задерживающий момент закрытия впускного клапана, когда нагрузка на двигатель снижается, при этом степень фактического сжатия удерживается постоянной при работе двигателя при средней и высокой нагрузке (см., например, публикацию заявки на патент Японии № 2004-218522 А).

В таком двигателе внутреннего сгорания с искровым зажиганием, при средней нагрузке на двигатель степень механического сжатия повышается, и момент закрытия впускного клапана задерживается, так что снижается потребление топлива при средней нагрузке на двигатель, тогда как при работе двигателя под высокой нагрузкой степень механического сжатия падает, и момент закрытия впускного клапана смещается в сторону опережения, чтобы увеличить выходной крутящий момент при высокой нагрузке.

Однако, в таком двигателе внутреннего сгорания с искровым зажиганием, механизм регулирования степени сжатия и механизм регулирования фаз газораспределения управляются так, чтобы удерживать степень фактического сжатия постоянной. Более конкретно, момент закрытия впускного клапана определяется так, чтобы количество поступающего воздуха соответствовало нагрузке на двигатель, а затем, на основе рассчитанного момента закрытия впускного клапана, рассчитывается степень механического сжатия, чтобы степень фактического сжатия поддерживать постоянной.

Однако такой способ управления не может существенно улучшить тепловой кпд. То есть для повышения теплового кпд необходимо максимально повысить степень механического расширения (эквивалент степени механического сжатия). Однако при вышеописанном способе управления степень механического расширения определяется опосредованно, в соответствии с моментом закрытия и т.п., так что степень механического расширения не обязательно задается столь высокой, насколько это возможно.

Настоящее изобретение было создано с учетом вышеописанных проблем и его задачей является создание двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием с высоким тепловым кпд.

Согласно настоящему изобретению для решения этих проблем предлагается двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, как определено в формуле изобретения.

Согласно настоящему изобретению создан двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, содержащий механизм регулирования степени расширения, выполненный с возможностью изменения степени механического расширения, и механизм регулирования фаз газораспределения на выпуске, выполненный с возможностью изменения момента открытия выпускного клапана, при этом двигатель выполнен с возможностью установки степени механического расширения и момента открытия выпускного клапана в соответствии с нагрузкой на двигатель, так что при снижении нагрузки на двигатель степень механического расширения увеличивается, а момент открывания выпускного клапана смещается в сторону задержки в область мертвой нижней точки на такте выпуска.

Здесь тепловой кпд можно повысить за счет повышения степени фактического расширения, т.е. увеличивая степень механического расширения и задерживая момент открытия выпускного клапана относительно нижней мертвой точки на такте выпуска. Однако если степень механического расширения увеличивается, количество впускаемого воздуха уменьшается, а если момент открытия выпускного клапана задержать относительно нижней мертвой точки на такте выпуска, ухудшается выпуск выхлопного газа. Поэтому во время работы двигателя под высокой нагрузкой, если степень фактического расширения увеличивается, невозможно получить достаточную мощность на его выходе.

В отличие от этого, согласно вышеописанному первому аспекту, степень механического расширения и момент открытия выпускного клапана устанавливаются в соответствии с нагрузкой на двигатель. Поэтому, когда двигатель работает с малой нагрузкой, степень фактического расширения увеличивается, чтобы повысить тепловой кпд, тогда как, с другой стороны, при работе двигателя с высокой нагрузкой, степень фактического расширения можно удерживать низкой, чтобы получить достаточную мощность двигателя. Поэтому можно добиться высокой мощности двигателя при увеличении теплового кпд.

В частности, согласно вышеописанному аспекту, поскольку степень механического расширения устанавливается в соответствии с нагрузкой на двигатель, тепловой кпд можно повысить, по сравнению с заданием степени механического расширения для поддержания степени фактического расширения на постоянной величине.

Предпочтительно, максимальная величина степени механического расширения составляет 20 или более.

Предпочтительно, когда фактическая нагрузка меньше эталонной нагрузки, степень механического расширения поддерживается, по существу, постоянной.

Предпочтительно, эталонной нагрузкой является нагрузка, когда степень механического расширения максимальна.

Предпочтительно, двигатель дополнительно содержит механизм регулирования фаз газораспределения на впуске, выполненный с возможностью регулирования момента закрытия впускного клапана и смещения момента закрытия впускного клапана тем дальше в направлении от нижней мертвой точки на такте впуска, чем ниже нагрузка на двигатель.

Предпочтительно, момент зажигания смещается в сторону задержки при возникновении детонации.

Согласно настоящему изобретению, тепловой кпд можно повысить по сравнению, например, с заданием степени механического расширения так, чтобы поддерживать степень фактического расширения постоянной.

Далее следует более подробное описание предпочтительных вариантов настоящего изобретения со ссылками на прилагаемые чертежи, на которых:

Фиг.1 - общий вид двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием;

Фиг.2 - вид в перспективе с разнесением деталей механизма регулирования степени сжатия;

Фиг.3А и 3В - схематические сечения двигателя внутреннего сгорания;

Фиг.4 - вид, иллюстрирующий клапанный механизм;

Фиг.5А и 5В - виды, иллюстрирующие величину подъема впускного клапана;

Фиг.6А и 6В - виды, поясняющие степень механического сжатия и степень фактического сжатия;

Фиг.7А и 7В - виды, поясняющие степень механического расширения и степень фактического расширения;

Фиг.8 - вид, показывающий отношение между теоретическим тепловым кпд и степенью расширения;

Фиг.9А и 9В - виды, поясняющие обычный цикл и цикл со сверхвысокой степенью расширения;

Фиг.10 - вид, иллюстрирующий изменение степени механического сжатия и т.п., в соответствии с нагрузкой на двигатель;

Фиг.11 - вид, иллюстрирующий изменение степени механического расширения и т.п., в соответствии с нагрузкой на двигатель;

Фиг.12А и 12В - виды, поясняющие этапы задания степени механического расширения и т.п.;

Фиг.13 - диаграмма последовательности, иллюстрирующая программу управления работой двигателя внутреннего сгорания; и

Фиг.14А-14D - виды, иллюстрирующие карты расчета заданных степеней механического расширения и пр.

Ниже следует описание предпочтительных вариантов настоящего изобретения со ссылками на прилагаемые чертежи. Следует отметить, что на чертежах одинаковые или подобные компоненты обозначены одними и теми же ссылочными позициями. На фиг.1 показано сечение двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

На фиг.1 позицией 1 обозначен кратер двигателя, позицией 2 - блок цилиндров, позицией 3 - головка блока цилиндров, 4 - поршень, 5 - камера сгорания, 6 - свеча зажигания, расположенная сверху в центре камеры 5 сгорания, 7 - впускной клапан, 8 -впускной канал, 9 - выпускной клапан и 10 - выпускной канал. Впускной канал 8 соединен через впускной патрубок 11 со сглаживающим ресивером 12, при этом каждый впускной патрубок 11 снабжен инжектором 13 топлива для впрыска топлива в сторону соответствующего впускного канала 8. Следует отметить, что каждый топливный инжектор 13 может быть расположен у каждой камеры 5 сгорания, а не прикреплен к впускному патрубку 11.

Сглаживающий ресивер 12 соединен через впускной воздуховод 14 с выходом компрессора 15а турбонагнетателя 15 с приводом от выхлопной системы двигателя, в то время как вход компрессора 15а соединен через датчик 16 расхода воздуха на входе в компрессор, в котором, например, используется проволока высокого сопротивления, с воздухоочистителем 17. Внутри впускного воздуховода 14 установлена дроссельная заслонка 19, приводимая в действие приводом 18.

С другой стороны, выпускной канал 10 соединен через выпускной коллектор 20 с входом турбины 15b турбонагнетателя 15, приводимой в действие выхлопными газами, а выход турбины 15b соединен через выхлопную трубу 21 с каталитическим нейтрализатором 22, в котором находится катализатор, очищающий выхлопной газ. Внутри выхлопной трубы 21 находится датчик, измеряющий отношение топлива к воздуху.

Далее, в варианте, показанном на фиг.1, соединительная часть картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров содержит механизм А регулирования степени сжатия, выполненный с возможностью изменять относительные положения картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров в осевом направлении цилиндра для изменения объема камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке фазы сжатия. Двигатель внутреннего сгорания дополнительно снабжен механизмом В регулирования фаз газораспределения на впуске, выполненным с возможностью изменения режима работы впускного клапана 7, и механизмом С регулирования фаз газораспределения на выпуске, выполненным с возможностью изменения режима работы выпускного клапана 9.

Электронный блок 30 управления содержит цифровой компьютер, имеющий компоненты, соединенные друг с другом через двунаправленную шину 31, такие как ПЗУ (постоянное запоминающее устройство) 32, ОЗУ (оперативное запоминающее устройство) 33, микропроцессор 34, порты 35 ввода, и порты 3 6 вывода. Выходной сигнал датчика 16 расхода воздуха на входе и выходной сигнал датчика 23 отношения воздуха и топлива подаются через соответствующие аналого-цифровые преобразователи 37 на порт 35 ввода. Далее, педаль 40 акселератора соединена с датчиком 41 нагрузки, генерирующим выходное напряжение, пропорциональное, величине нажатия педали 40 акселератора. Выходное напряжение датчика 41 нагрузки подается через соответствующий аналого-цифровой преобразователь на порт 35 ввода. Далее, порт 35 ввода соединен с датчиком 42 углового положения коленчатого вала, генерирующим выходной импульс каждый раз, когда коленчатый вал повернется, например, на 30°. С другой стороны, порт 36 вывода соединен через соответствующие цепи 38 возбуждения со свечой 6 зажигания, инжектором 13 топлива, приводом 18 дроссельной заслонки и механизмом А регулирования степени сжатия.

На фиг.2 приведен вид в перспективе с разнесением деталей механизма А регулирования степени сжатия, а на фиг.3А и 3В приведены схематические сечения двигателя внутреннего сгорания. Как показано на фиг.2, в нижней части двух боковых стенок блока 2 цилиндров сформировано множество выступающих деталей 50, разнесенных друг от друга на некоторое расстояние. Каждая выступающая деталь 50 сформирована с круглым отверстием 51 для установки кулачка. С другой стороны, на верхней поверхности картера 1 двигателя выполнено множество выступающих деталей 52, разнесенных друг от друга на определенное расстояние и вставляющихся между соответствующими выступающими деталями 50. В этих выступающих деталях 52 также выполнены круглые отверстия 53 для установки кулачка.

Как показано на фиг.2, имеется пара кулачковых валов 54, 55. Каждый из кулачковых валов 54, 55 имеет круглые кулачки 56, прикрепленные к ним и выполненные с возможностью установки с возможностью вращения в отверстия 51 в каждом втором положении. Эти круглые кулачки 56 выполнены соосно с осью вращения кулачковых валов 54, 55. С другой стороны, между круглыми кулачками 56, как показано штриховой линией на фиг.3А и 3В, проходят эксцентриковые валы 57, установлены эксцентрично относительно осей вращения кулачковых валов 54, 55. Каждый эксцентриковый вал 57 имеет другой круглый кулачок 58, эксцентрично прикрепленный к нему с возможностью вращения. Как показано на фиг.2, эти круглые кулачки 58 расположены между круглыми кулачками 56. Эти круглые кулачки 58 вставлены с возможностью вращения в соответствующие отверстия 53 для кулачков.

Когда круглые кулачки 56, прикрепленные к кулачковым валам 54 55, поворачиваются в противоположных направлениях, как показано на фиг.3А сплошными стрелками, из положения, показанного на фиг.3А, эксцентриковые валы 57 перемещаются к нижнему центру так, что круглые кулачки 58 поворачиваются в противоположном направлении от круглых кулачков 56 в отверстиях 53, как показано штриховыми стрелками на фиг.3А. Как показано на фиг.3В, когда эксцентриковые валы 57 движутся в направлении нижнего центра, центры круглых кулачков 58 смещаются ниже эксцентриковых валов 57.

Как будет понятно из сравнения фиг.3А и 3В, относительные положения картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров определяются расстоянием между центрами круглых кулачков 56 и центрами круглых кулачков 58. Чем больше расстояние между центрами круглых кулачков 56 и центрами круглых кулачков 58, тем дальше отходит блок 2 цилиндров от картера 1 двигателя. Если блок 2 цилиндров отходит от картера 1 двигателя, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке на фазе сжатия, увеличивается, так что можно изменять объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке на такте сжатия, приводя во вращение кулачковые валы 54, 55.

Как показано на фиг.2, для того чтобы кулачковые валы 54, 55 вращались в противоположных направлениях, вал приводного электродвигателя 59 снабжен парой червячных колес 61, 62 с противоположным направлением резьбы. Шестерни 63, 64, находящиеся в зацеплении с этими червячными колесами 61, 62, прикреплены к концам кулачковых валов 54, 55. В этом варианте приводной электродвигатель 59 может являться приводом, изменяющим в широком диапазоне объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке такта сжатия. Следует отметить, что механизм А регулирования степени сжатия, показанный на фиг.1-3, приведен в качестве примера. Можно использовать любой тип механизма регулирования степени сжатия.

С другой стороны, на фиг.4 показан механизм В регулирования фаз газораспределения на впуске, прикрепленный к кулачковому валу 70 для привода впускного клапана 7 (фиг.1). Как показано на фиг.4, механизм В регулирования фаз газораспределения на впуске состоит из устройства В1 регулирования фазы кулачка, прикрепленного к одному концу кулачкового вала 70 и меняющего фазу кулачка кулачкового вала 70, и устройства В2 изменения рабочего угла кулачка, расположенного между кулачковым валом 70 и толкателем 26 впускного клапана 7 и изменяющего рабочий угол кулачков для передачи на впускной клапан 7. Следует отметить, что на фиг.4 представлен и вид сбоку в сечении, и вид сверху устройства В2 изменения рабочего угла кулачка.

Устройство В1 регулирования фазы кулачка механизма В изменения фаз газораспределения на впуске имеет зубчатый шкив 71, выполненный с возможностью вращения в направлении стрелки коленчатым валом двигателя через зубчатый ремень, цилиндрический корпус 72, вращающийся вместе с зубчатым шкивом 71, поворачивающий вал 73, выполненный с возможностью вращения вместе с кулачковым валом 70 и поворачиваться относительно цилиндрического корпуса 72, множество перегородок 74, проходящих от внутренней периферии цилиндрического корпуса 72 к внешней периферии поворачивающего вала 73, и лопатки 75, проходящие между перегородками 74 от внешней периферии поворачивающего вала 73 к внутренней периферии цилиндрического корпуса 72, при этом на двух сторонах лопаток 75 сформированы гидравлические камеры 76 опережения и гидравлические камеры 77 отставания.

Подачей рабочего масла в гидравлические камеры 76, 77 управляет клапан 78 управления подачей рабочего масла. Этот клапан 78 управления подачей рабочего масла содержит гидравлические порты 79, 80, соединенные с гидравлическими камерами 76, 77, подающий порт 82 для подачи рабочего масла, вытесненного из гидравлического насоса 81, пару сливных портов 83, 84 и золотниковый клапан 85 для управления соединением и отсоединением портов 79, 80, 82, 83 и 84.

Для изменения фазы кулачков кулачкового вала 70 в сторону опережения, золотниковый клапан 85 приводится в движение вниз (относительно фиг.4), рабочее масло подается от подающего порта 82 через гидравлический порт 79 на гидравлические камеры 76 опережения, а рабочее масло из рабочих камер 77 отставания сливается через сливной порт 84. В это время поворачивающий вал 73 поворачивается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении, показанном стрелкой X.

В противоположность этой операции, для изменения фазы кулачков кулачкового вала 70 в сторону отставания, золотниковый клапан 85 приводится в движение вверх (относительно фиг.4), рабочее масло подается из подающего порта 82 через гидравлический порт 80 в гидравлические камеры 77 отставания, и рабочее масло из гидравлических камер 76 опережения сливается через сливной порт 83. В это время поворачивающий вал 73 поворачивается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении, противоположном направлению, показанному стрелкой X.

Когда поворачивающий вал 73 приводится во вращение относительно цилиндрического корпуса 72, если золотниковый клапан 85 возращен в нейтральное положение, показанное на фиг.4, операция относительного поворота поворачивающего вала 73 заканчивается и поворачивающий вал 73 в это время удерживается в этом относительном угловом положении. Поэтому можно использовать устройство В1 регулирования фазы кулачка так, чтобы смещать фазу кулачка кулачкового вала 70 в сторону опережения или в сторону отставания точно на нужную величину, как показано на фиг.5А. То есть устройство В1 регулирования фазы кулачка может свободно смещать момент открытия впускного клапана 7 в сторону опережения или в сторону отставания.

Далее, устройство В2 регулирования рабочего угла кулачка механизма В регулирования фаз газораспределения содержит управляющую штангу 90, расположенную параллельно кулачковому валу 70 и выполненную с возможностью перемещения приводом 91 в осевом направлении, промежуточный кулачок 94, находящийся в зацеплении с кулачком 92 кулачкового вала 70 и посаженный с возможностью скольжения на шлицы 93, сформированные на управляющей штанге 90 и проходящие в осевом направлении, и поворотный кулачок 96, находящийся в зацеплении с толкателем 26 клапана для привода впускного клапана 7 и посаженный с возможностью скольжения на шлицы 95, проходящие спирально и сформированные на управляющей штанге 90.

Когда кулачковый вал 70 вращается, кулачок 92 заставляет промежуточный кулачок 94 поворачиваться всегда на точно определенный постоянный угол. В это время поворотный кулачок 96 также поворачивается на точно определенный постоянный угол. С другой стороны, промежуточный кулачок 94 и поворотный кулачок 96 поддерживаются без возможности перемещения в осевом направлении управляющей штанги 90, поэтому, когда управляющая штанга 90 приводом 91 приводится в движение в осевом направлении, поворотный кулачок 96 поворачивается относительно промежуточного кулачка 94.

Если кулачок 96 начинает входить в зацепление с толкателем 26 клапана, когда кулачок 92 кулачкового вала 70 начинает входить в зацепление с промежуточным кулачком 94 благодаря относительному угловому положению промежуточного кулачка 94 и поворотного кулачка 96, как показано позицией "а" на фиг.5В, период открытия и высота подъема впускного клапана 7 становятся максимальными. В отличие от этого, когда привод 91 используется для вращения поворотного кулачка 96 относительно промежуточного кулачка 94 в направлении, показанном стрелкой Y на фиг.4, кулачок 92 кулачкового вала 70 входит в зацепление с промежуточным кулачком 94, затем, через некоторое время кулачок 96 входит в зацепление с толкателем 26 клапана. В этом случае, как показано позицией "b" на фиг.5В, период открытия и величина подъема впускного клапана 7 становятся меньше, чем в положении "а".

Когда поворотный кулачок поворачивается еще дальше относительно промежуточного кулачка 94 в направлении, показанном стрелкой Y на фиг.4, то как показано на фиг.5В, период открытия и величина подъема впускного клапана 7 еще больше уменьшаются. То есть, используя привод 91 для изменения относительного углового положения промежуточного кулачка 94 и поворотного кулачка 96, можно свободно регулировать время открытия впускного клапана 7. Однако в этом случае величина подъема впускного клапана 7 становится тем меньше, чем короче период открытия впускного клапана 7.

Устройство В1 регулирования фазы кулачка можно использовать для свободной регулировки момента открытия впускного клапана 7, а устройство В2 регулировки рабочего угла кулачка можно использовать для свободной регулировки периода открытия впускного клапана. Таким образом, и устройство В1 регулирования фазы кулачка, и устройство В2 регулирования рабочего угла кулачка, т.е. устройство В регулирования фаз газораспределения на впуске, можно использовать для свободной регулировки момента открытия и периода открытия впускного клапана 7, т.е. моментом открытия и моментом закрытия впускного клапана 7.

Следует отметить, что механизм В регулирования фаз газораспределения на впуске, показанный на фиг.1-4, является примером. Можно также использовать другие типы механизмов регулирования фаз газораспределения, не относящиеся к примеру, показанному на фиг.1-4. Далее, механизм С регулирования фаз газораспределения на выпуске имеет конструкцию, аналогичную механизму В регулирования фаз газораспределения на впуске, и, таким образом, может свободно регулировать момент открытия и закрытия выпускного клапана 9.

Далее со ссылками на фиг.6А, 6В, 7А и 7В приведено пояснение терминов, используемых в настоящей заявке. Следует отметить, что на фиг.6А, 6В, 7А и 7В для иллюстрации показан двигатель, в котором объем камеры сгорания составляет 50 мл, а рабочий объем цилиндра составляет 500 мл. На этих фиг.6А, 6В, 7А и 7В объем камеры сгорания означает объем камеры сгорания при нахождении поршня в верхней мертвой точке фазы сжатия.

На фиг.6А поясняется термин "степень механического сжатия". Степень механического сжатия - это величина, определяемая механически из рабочего объема цилиндра при ходе сжатия. Эта степень механического сжатия выражается как (объем камеры сгорания + рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.6А, эта степень механического сжатия равна (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

На фиг.6В поясняется термин "степень фактического сжатия". Степень фактического сжатия является величиной, которая определяется объемом камеры сгорания и фактическим рабочим объемом цилиндра, от момента начала фазы сжатия, до момента, когда поршень достиг верхней мертвой точки. Эта степень фактического сжатия выражается как (объем камеры сгорания + фактический рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. Т.е., как показано на фиг.6В, даже если поршень начинает подниматься на фазе сжатия, сжатия не происходит, пока открыт впускной клапан. Фактическое сжатие начинается после того, как впускной клапан закроется. Поэтому степень фактического сжатия выражается, как указано выше, с использованием фактического рабочего объема цилиндра. В примере, показанном на фиг.6В, степень фактического сжатия становится равной (50 мл + 450 мл)/50 мл = 10.

На фиг.7А поясняется термин "степень механического расширения". Степень механического расширения - это величина, определяемая по рабочему объему цилиндра во время рабочего хода и по объему камеры сгорания. Эта степень расширения выражается как (объем камеры сгорания + рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.7А, эта степень расширения равна (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

На фиг.7В поясняется термин "степень фактического расширения", которая является величиной, определяемой по объему камеры сгорания и по фактическому рабочему объему цилиндра от момента, когда поршень находится в верхней мертвой точке, до момента, когда расширение фактически прекращается. Эта степень фактического сжатия выражается как (объем камеры сгорания + фактический рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. Т.е., как показано на фиг.7В, даже если поршень движется вниз при рабочем ходе, расширение прекращается после того, как откроется выпускной клапан. Фактическое расширение происходит до момента начала открытия выпускного клапана. Поэтому степень фактического расширения выражается как описано выше, с использованием фактического рабочего объема цилиндра. В примере, приведенном на фиг.7В, степень фактического расширения становится (50 мл + 450 мл)/50 мл = 10.

Далее, со ссылками на фиг.8, 9А и 9В следует описание самых базовых признаков настоящего изобретения. Следует отметить, что на фиг.8 показано отношение между теоретическим тепловым кпд и степенью расширения, на фиг.9А и 9В показано сравнение обычного цикла и цикла со сверхвысокой степенью расширения, выборочно используемого в соответствии с нагрузкой по настоящему изобретению. Следует отметить, что на фиг.8, 9А и 9В показан пример, когда степень механического расширения равна степени фактического расширения. Поэтому степень механического расширения и степень фактического расширения именуются просто "степень расширения" без проведения отличий между степенью механического расширения и степенью фактического расширения.

На фиг.9А показан обычный цикл, при котором впускной клапан закрывается в момент, близкий к моменту достижения поршнем нижней мертвой точки, а такт сжатия начинается, по существу, от момента достижения нижней мертвой точки. В примере, показанном на фиг.9А, так же, как и в примерах на фиг.6А, 6В, 7А, 7В, объем камеры сгорания составляет 50 мл, а рабочий объем цилиндра 500 мл. Как будет понятно из фиг.9А, при обычном цикле степень механического сжатия равна (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11, степень фактического сжатия также приблизительно равна 11, и степень расширения также равна (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11. То есть в обычном двигателе внутреннего сгорания степень механического сжатия, степень фактического сжатия и степень расширения, по существу, равны.

Сплошной линией на фиг.8 показано изменение теоретического теплового кпд в случае, когда степень фактического сжатия и степень расширения, по существу, равны, т.е. в обычном цикле. В этом случае было обнаружено, что чем выше степень расширения, т.е. чем выше степень фактического сжатия, тем выше теоретический тепловой кпд. Поэтому, при обычном цикле для поднятия теоретического кпд, следует повысить степень фактического сжатия. Однако, из-за ограничений, связанных с появлением детонации при работе двигателя под высокой нагрузкой, степень фактического сжатия можно повышать максимум до 12, соответственно, при обычном цикле невозможно получить достаточно высокий тепловой кпд.

С другой стороны, в такой ситуации, было проведено четкое различие между степенью механического сжатия и степенью фактического сжатия и исследован тепловой кпд, и в результате было обнаружено, что в теоретическом кпд доминирует степень расширения, а степень фактического сжатия почти не влияет на теоретический тепловой кпд. То есть, если поднять степень фактического сжатия, увеличивается сила взрыва, и сжатие требует больших затрат энергии, соответственно, даже если поднять степень фактического сжатия, теоретический тепловой кпд намного не вырастет.

В отличие от этого, если увеличить степень расширения, то чем дольше будет длиться период, во время которого действует сила, выдавливающая поршень вниз при рабочем ходе, тем дольше будет период, в течение которого поршень приводит во вращение коленчатый вал. Поэтому, чем большим будет степень расширения, тем выше будет теоретический тепловой кпд. Штриховая линия на фиг.8 показывает теоретический тепловой кпд при фиксации степени фактического сжатия на величине 10 и повышении в этом состоянии степени расширения. Было обнаружено, что величина повышения теоретического теплового кпд при увеличении степени расширения в состоянии, когда степень фактического сжатия удерживается на низкой величине вышеописанным способом, и величина повышения теоретического теплового кпд при увеличении степени фактического сжатия вместе со степенью расширения, как показано сплошной линией на фиг.8, не сильно отличаются друг от друга.

Если степень фактического сжатия таким способом удерживать на низкой величине, детонация не возникнет, поэтому если повысить степень расширения в состоянии, когда степень сжатия удерживается на низкой величине, можно предотвратить появление детонации и значительно повысить теоретический тепловой кпд. На фиг.9В показан пример случая, когда механизм А регулирования степени сжатия и механизм В регулирования фаз газораспределения используются для поддержания степени фактического сжатия на низкой величине и для повышения степени расширения.

Как показано на фиг.9В, в этом примере для снижения объема камеры сгорания с 50 мл до 20 мл используется механизм А регулирования степени сжатия. С другой стороны, механизм В регулирования фаз газораспределения используется для задержки момента закрытия впускного клапана до тех пор, пока фактический рабочий объем цилиндра не изменится с 500 мл до 200 мл. В результате степень фактического сжатия становится равной (20 мл + 200 мл)/20 мл = 11, а степень расширения становится равной (20 мл + 500 мл)/20 мл = 26. В обычном цикле, показанном на фиг.9А, как поясняется выше, степень фактического сжатия равна приблизительно 11, и степень расширения равна приблизительно 11. По сравнению с этим случаем, в случае, показанном на фиг.9В, понятно, что только степень расширения увеличивается до 26. Поэтому такой цикл называется "цикл со сверхвысокой степенью расширения".

Как пояснялось выше, говоря в общем, в двигателе внутреннего сгорания чем ниже нагрузка на двигатель, тем ниже тепловой кпд; поэтому, чтобы повысить тепловой кпд при работе двигателя, т.е. чтобы снизить потребление топлива, становится необходимым повысить тепловой кпд при работе двигателя при низкой нагрузке. С другой стороны, в цикле со сверхвысокой степенью расширения, показанном на фиг.9В, фактический рабочий объем цилиндра на такте сжатия уменьшается, поэтому количество впускаемого воздуха, который может засасываться в камеру 5 сгорания, уменьшается; следовательно, такой цикл со сверхвысокой степенью расширения можно использовать только тогда, когда нагрузка на двигатель относительно низка. Поэтому в настоящем изобретении при работе в условиях низкой нагрузки на двигатель устанавливается цикл со сверхвысокой степенью расширения, показанный на фиг.9В, а при работе в условиях высокой нагрузки на двигатель устанавливается обычный цикл, показанный на фиг.9А. Это является основным признаком настоящего изобретения.

На фиг.10 и 11 показано оперативное управление в целом при устойчивой работе двигателя на низких оборотах. Далее следует описание оперативного управления в основном со ссылками на фиг.10 и 11.

На фиг.10 показаны изменения степени механического сжатия, момента закрытия впускного клапана 7, степени фактического сжатия, количество впускаемого воздуха и степени открытия дроссельной заслонки 19 в соответствии с нагрузкой на двигатель. Следует отметить, что в вариантах настоящего изобретения, для того чтобы позволить трехкомпонентному нейтрализатору в каталитическом нейтрализаторе 22 одновременно сокращать количество несгоревших НС, СО и NOx в выхлопном газе, обычно среднее соотношение воздуха и топлива регулируют с обратной связью для стехиометрического соотношения воздуха и топлива на основе выходного сигнала датчика 23 соотношения воздуха и топлива.

Как описано выше, при работе двигателя с высокой нагрузкой выполняется обычный цикл, показанный на фиг.9А. Поэтому, как показано на фиг.10, в это время степень механического сжатия снижают и, как показано сплошной линией на фиг.10, момент закрытия впускного клапана 7 смещают в сторону опережения. Далее, в это время дроссельную заслонку 19 удерживают в полностью открытом положении или в по существу полностью открытом положении.

С другой стороны, как показано на фиг.10, вместе со снижением нагрузки на двигатель степень механического сжатия увеличивается. Далее, если нагрузка на двигатель падает, количество воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания (заданное количество впускаемого воздуха) также падает, так что момент закрытия впускного клапана 7 замедляется (сплошная линия на фиг.10). Следует отметить, что и в это время дроссельная заслонка 19 удерживается в полностью открытом или в по существу полностью открытом положении, поэтому количество воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания регулируется не только дроссельной заслонкой 19, но и изменением момента закрытия впускного клапана 7.

В это время момент закрытия впускного клапана задерживается пропорционально нагрузке на двигатель, тогда как степень механического сжатия возрастает не пропорционально нагрузке на двигатель. То есть объем камеры 5 сгорания, когда поршень приходит в верхнюю мертвую точку на такте сжатия, не пропорционален количеству впускаемого воздуха. Поэтому почти во всех случаях степень фактического сжатия не остается постоянной, независимо от нагрузки на двигатель, а изменяется в соответствии с нагрузкой на двигатель. В настоящем варианте, как показано на фиг.10, степень фактического сжатия увеличивается вместе с падением нагрузки на двигатель.

Если нагрузка на двигатель снижается еще больше, степень механического сжатия продолжает увеличиваться. Когда степень механического сжатия достигнет предельной величины, являющейся конструктивным пределом для камеры 5 сгорания, в области нагрузок ниже, чем нагрузка L1 (эталонная нагрузка на двигатель), когда степень механического сжатия достигает предельной величины, эта степень механического сжатия удерживается на этой предельной величине. Поэтому при работе двигателя в условиях низкой нагрузки степень механического сжатия становится максимальной. Другими словами, в настоящем изобретении для получения максимальной степени расширения при работе двигателя при низкой нагрузке, степень механического сжатия доводят до максимума. Далее, в это время степень фактического сжатия поддерживают на том же уровне, что и при средних и высоких нагрузках на двигатель.

С другой стороны, как показано сплошной линией на фиг.10, момент закрытия впускного клапана 7 дополнительно смещают в сторону отставания для предельного момента закрытия, позволяя регулировать количество впускаемого в камеру 5 сгорания воздуха так, чтобы оно увеличивалось с уменьшением нагрузки на двигатель. В области нагрузки ниже, чем нагрузка L2, когда момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельной величины отставания, этот момент удерживается на этой предельной величине. Если момент закрытия впускного клапана 7 удерживать на предельной величине, количество впускаемого воздуха больше нельзя регулировать изменением момента закрытия впускного клапана 7. Поэтому количество впускаемого воздуха нужно регулировать каким-то другим способом.

В варианте, показанном на фиг.10, в это время, т.е. в области нагрузок ниже, чем нагрузка L2, когда отставание момента закрытия впускного клапана 7 является предельным, для управления количеством впускаемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, используют дроссельную заслонку 19.

Следует отметить, что, как описано выше, в цикле со сверхвысокой степенью расширения, показанном на фиг.9В, степень расширения составляет 26. Чем выше эта степень расширения, тем лучше, но при 20 или более можно получить достаточно высокий теоретический тепловой кпд. Поэтому в настоящем изобретении использован механизм А регулирования степени сжатия, чтобы получить степень расширения 20 или более.

Далее, в примере, показанном на фиг.10 степень механического сжатия меняется плавно, в соответствии с нагрузкой на двигатель. Однако, степень механического сжатия можно также менять ступенчато, в соответствии с нагрузкой на двигатель.

С другой стороны, как показано штриховой линией на фиг.10, когда нагрузка на двигатель падает, смещая момент закрытия впускного клапана 7 в сторону опережения, можно управлять количеством впускаемого воздуха независимо от дроссельной заслонки. Следовательно, как показано на фиг.10, если всесторонне описывать оба случая, показанных и сплошной линией, и штриховой линией, в варианте настоящего изобретения момент закрытия впускного клапана 7 при снижении нагрузки на двигатель смещается в сторону от нижней мертвой точки такта сжатия, до предельного момента L2 закрытия, что позволяет регулировать количество воздуха, впускаемого в камеру 5 сгорания.

На фиг.11 показано изменение степени механического сжатия, момента открытия выпускного клапана 9 и степени фактического сжатия в соответствии с нагрузкой на двигатель.

Как следует из фиг.6А, 6В, 7А и 7В, степень механического расширения идентична степени механического сжатия. Поэтому, во время работы двигателя под высокой нагрузкой, если выполняется обычный цикл, показанный на фиг.9А, степень механического расширения, как показано на фиг.11, падает и, кроме того, момент открытия выпускного клапана 9 смещается в сторону опережения. Поэтому, поскольку момент открытия выпускного клапана 9 смещается в сторону опережения, даже если при сгорании в камере 5 сгорания генерируется большое количество выхлопного газа, выпускной газ можно быстро выпустить из камеры 5 сгорания.

С другой стороны, как показано на фиг.11, при снижении нагрузки на двигатель степень механического расширения увеличивается. Далее, если нагрузка на двигатель падает, количество выхлопного газа, генерируемого в камере сгорания за счет сгорания топлива также падает, поэтому момент открытия выпускного клапана 9 соответственно смещается в сторону отставания. Поэтому, с уменьшением нагрузки на двигатель объем камеры сгорания, как показано на фиг.7 В, уменьшается, а фактический рабочий объем цилиндра увеличивается, так что увеличивается степень фактического расширения.

Если нагрузка на двигатель продолжает снижаться, и степень механического расширения достигает предельной величины (эквивалентной предельной величине степени механического сжатия), степень механического сжатия удерживается на предельной величине. С другой стороны, чем больше падает нагрузка на двигатель, тем больше момент открытия выпускного клапана 9 смещается в сторону отставания с точки, в которой энергия образовавшихся в результате горения газов максимально будет передана поршню, который находится в нижней мертвой точке или рядом с нижней мертвой точкой (далее просто именуемой "область нижней мертвой точки такта выпуска"). В области нагрузок ниже, чем нагрузка L3, когда момент открытия выпускного клапана 9 достигает области нижней мертвой точки такта выпуска, этот момент открытия выпускного клапана 9 удерживается в области нижней мертвой точки такта выпуска.

На фиг.12А и 12В показаны этапы задания заданных величин степени механического расширения, момента закрытия впускного клапана 7 и т.п. Ниже со ссылками на фиг.12А и 12В будут описаны этапы задания заданных величин этих параметров.

На фиг.12А показаны обычные этапы задания степени механического сжатия и момента закрытия впускного клапана для поддержания постоянной величины степени фактического сжатия. Как следует из фиг.12А, сначала на основе нагрузки на двигатель устанавливается заданный момент закрытия впускного клапана. Это объясняется тем, что количество воздуха, всасываемого (заданное количество впускаемого воздуха) в камеру сгорания определяется в соответствии с нагрузкой на двигатель, чтобы заданный момент закрытия впускного клапана устанавливался так, чтобы фактическое количество впускаемого воздуха стало заданным количеством впускаемого воздуха. Затем, на основе заданного момента закрытия впускного клапана и заданной степени фактического сжатия (вышеуказанной постоянной степени фактического сжатия) устанавливается заданная степень механического сжатия.

С другой стороны, на фиг.12В показана процедура установки степени механического сжатия и момента закрытия впускного клапана 7 в варианте настоящего изобретения. Как следует из фиг.12В, в процедуре задания степени сжатия в варианте настоящего изобретения заданная степень механического сжатия устанавливается так, чтобы тепловой кпд вырос до максимума на основе только нагрузки на двигатель. Заданный момент закрытия впускного клапана устанавливается на основе нагрузки на двигатель аналогично вышеописанной обычной процедуре установки. Соответственно, заданная степень механического сжатия и заданный момент закрытия впускного клапана устанавливаются на основе нагрузки на двигатель, но не связаны с другой задаваемой величиной. Если заданный момент закрытия впускного клапана установлен, эта заданная величина и нагрузка на двигатель используются для установки угла открытия дроссельной заслонки. Поэтому, когда определяется, что количество впускаемого воздуха невозможно соответственно регулировать только моментом закрытия впускного клапана, это количество можно соответственно регулировать, изменяя угол открытия дроссельной заслонки.

Когда устанавливается заданная степень механического сжатия, как показано на фиг.12А, степень фактического сжатия может поддерживаться на постоянной величине, но степень механического сжатия не может иметь оптимальную величину относительно теплового кпд, поэтому тепловой кпд нельзя поднять до максимума. В отличие от этого согласно варианту настоящего изобретения заданная степень механического сжатия устанавливается только на основании нагрузки на двигатель, так что тепловой кпд поднимается до максимума, что позволяет поднять тепловой кпд.

Далее, в варианте настоящего изобретения заданный момент открытия выпускного клапана 9 устанавливается на основе нагрузки или количества впускаемого воздуха. Здесь тепловой кпд двигателя внутреннего сгорания становится тем выше, чем выше степень фактического расширения, как показано на фиг.8, поэтому с точки зрения теплового кпд, предпочтительна установка заданного момента открытия выпускного клапана 9 на момент достижения поршнем нижней мертвой точки. С другой стороны, если момент открытия выпускного клапана 9 сместить в сторону отставания, затруднится выпуск выхлопного газа из камеры 5 сгорания, поэтому, с точки зрения облегчения выпуска выхлопного газа, предпочтительно смещать момент открытия выпускного клапана 9 в сторону опережения. В частности, выпуск выхлопного газа становится проблемой, когда количество впускаемого воздуха велико, то есть при работе двигателя под высокой нагрузкой, поэтому в варианте настоящего изобретения, когда нагрузка на двигатель велика, момент открытия выпускного клапана 9 смещается в сторону опережения, а когда нагрузка на двигатель мала, момент открытия выпускного клапана 9 устанавливается в области нижней мертвой точки такта выпуска, чтобы увеличить степень фактического расширения. Благодаря этому, согласно варианту настоящего изобретения, выходная мощность двигателя при работе под высокой нагрузкой может быть достаточной и можно повысить тепловой кпд.

На фиг.13 представлена диаграмма последовательности оперативного управления двигателем внутреннего сгорания по настоящему изобретению. Управляющая программа по фиг.13 выполняется путем прерывания через каждый заданный период.

Как показано на фиг.13, сначала, на этапе S11, датчик 41 нагрузки измеряет требуемую нагрузку. Затем, на этапе S12 он определяет, изменилась ли требуемая нагрузка, измеренная на этапе S11 по сравнению с предыдущей требуемой нагрузкой. На этапе S11, когда будет определено, что нагрузка не изменилась, программа переходит на этап S17. С другой стороны, если нагрузка изменилась, программа переходит на этап S13.

Далее, на этапе S13, на основе требуемой нагрузки, измеренной на этапе S11, и карты, показанной на фиг.14А, рассчитывается заданная степень механического сжатия. Затем, на этапе S14 на основе измеренной требуемой нагрузки и карты, показанной на фиг.14В, рассчитывается заданный момент закрытия впускного клапана 7. Затем, на этапе S15 на основе измеренной требуемой нагрузки, заданного момента закрытия впускного клапана 7, рассчитанного на этапе S14, и карты, показанной на фиг.14С, рассчитывается целевой угол открытия дроссельной заслонки. На этапе S16 на основе требуемой нагрузки и карты, показанной на фиг 14D, рассчитывается заданный момент открытия выпускного клапана 9. Затем программа переходит на этап S17.

На этапе S17 датчик детонации (не показан) определяет, возникла ли в камере 5 сгорания детонация. Если будет обнаружена детонация, программа переходит на этап S18. На этапе S18 момент зажигания на свече 6 смещается в сторону отставания на определенный угол, и управляющая программа завершается. С другой стороны, когда будет определено, что детонация не возникает, этап S18 пропускается и управляющая программа завершается.

Следует отметить, что настоящее изобретение было описано со ссылками на конкретные варианты, однако специалистам понятно, что в них могут быть внесены различные модификации и изменения, не выходящие за пределы объема формулы изобретения и изобретательской идеи.